液壓系統(tǒng)的設計樣本

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1、資料內容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 液壓系統(tǒng)的設計計算 液壓系統(tǒng)設計計算是液壓液壓傳動課程設計的主要內容包括明確設計要 求進行工況分析、 確定液壓系統(tǒng)主要參數、 擬定液壓系統(tǒng)原理圖、 計算和選擇液壓件以及驗算液壓系統(tǒng)性能等?，F(xiàn)以一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床 動力滑臺液壓系統(tǒng)為例 , 介紹液壓系統(tǒng)的設計計算方法。 1 設計要求工況分析 1.1 設計要求 要求設計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是 : 快進→工進→快退→停止。主 要性能參數與性能要求如下 : 切削阻力 FL 42000 N

2、; 運動部件所受重力 G 7200N ; 快進、 快退速度 m s , 工進速度 m s ; 快進行 程 L1 260mm , 工進行程 L2 130mm ; 往復運動的加速時間 t 0.2s; 動力滑臺 采用平導軌 , 靜摩擦系數 s 0.2 , 動摩擦系數 d 0.1 。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選 為液壓缸。 1.2 負載與運動分析 ( 1) 工作負載 工作負載即為切削阻力 FL 42000 N 。 ( 2) 摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力 : 靜摩擦阻力 動摩擦阻力  Ff

3、s sG 0.2 7200 1440 N Ffd d G 0.1 7200 720N ( 3) 慣性負載 Fi G 7200 0.1 N 360N g t 10 0.2 ( 4) 運動之間 資料內容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 快進 工進 快退  L 260 10 3 t1 1 s 2.6s 1 0.1 L2 130 10 3

4、 t2 2 0.85 10 3 s 152.94s t3 L3 260 130 10 3 0.1 s 3.9s 3 設液壓缸的機械效率 cm 0.9 , 得出液壓缸在各工作階段的負載和推力 , 如表 1 所列。 表 1 液壓缸各階段的負載和推力 工況 負載組成 液壓缸負載 F / N 液壓缸推力 F0 F / cm / N 啟 動 F Ffs 1440 1600 加 速 F Ffd Fi 1080 12

5、00 快 進 F Ffd 720 800 工 進 F Ffd FL 42720 47466.67 反向啟動 F Ffs 1440 1600 加 速 F Ffd Fi 1080 1200 快 退 F Ffd 720 800 根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間 , 即可繪制出負載循環(huán)圖 F t 和速度循環(huán)圖 t , 如圖 1 所示。 2 確定液壓系統(tǒng)主要參數

6、 2.1 初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大 , 在其它工況負載都不太高 , 參考 資料內容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 表 2 和表 3, 初選液壓缸工作壓力 p1 4.5MPa 。 2.2 計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等 , 這里的液壓缸可選用單活塞桿式差 動液壓缸 ( ) , 快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消 失發(fā) 生前 沖 現(xiàn)象 , 液壓 缸的回 油腔 應有背 壓 , 參考 表 4 選此 背壓 為 p2 1.0MPa

7、 。 表 2 按負載選擇工作壓力 負載 /KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力 /MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 5 表 3 各種機械常見的系統(tǒng)工作壓力 機床 農業(yè)機械小 液壓機大中 機械類型 型工程機械 型挖掘機重 組合機床 龍門刨床 拉床 建筑機械液 型機械起重 磨床 壓鑿巖機 運輸機械 工作壓力 /MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10

8、 10~18 20~32 表 4 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力 /MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 表 5 按工作壓力選取 d/D 工作壓力 /MPa 5.0 5.0~7.0 7.0 d/D 0.5~0.55 0.62~0.70 0.7 表 6 按速比要求確定 d/D 資料

9、內容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 注: —無桿腔進油時活塞運動速度 ; —有桿腔進油時活塞運動速度。 由式 p1 A1 p2 A2 F 得 cm A1 F 42720 m2 119 10 4 m2 cm p1 p2 0.9 4.5 1.0 10 6 2

10、 2 則活塞直徑 4 A1 4 119 10 4 m 0.123m 123mm D 參考表 5 及表 6, 得 d 0.71D 87mm , 圓整后取標準數值得D 125mm , d 90mm。 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 A1 D 2 0.1252 2 4 2 4 4 m 123 10 m A2 D 2 d 2 0.1252 0.092

11、m2 59.1 10 4 m2 4 4 根據計算出的液壓缸的尺寸 , 可估計出液壓缸在工作循環(huán)中各個階段的 壓力、 流量和功率 , 如表 7 所列 , 由此繪制的液壓缸工況如圖 2 所示。 表 7 液壓缸在各個階段的壓力、 流量和功率值 推力 回油腔壓力 進油腔壓 輸入流量 輸入功率 工況 q 10 3 / m3 計算公式 F0 / N p2 / MPa 力 p1 / MPa / sP / KW 啟

12、 1600 — 0.25 — — 動 F0 A2 P p1 快 加 A1 A2 1200 p1 p 0.65 — — 進 速 恒 800 p1 p 0.59 0.64 q A1 A2 1 速 0.38 資料內容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。

13、 P p1 q F0 p2 A2 p1 A1 工進 42720 1.0 3.95 1.05 10 2 0.042 q A1 2 P p1 q 啟 1600 — 0.27 — — F0 p2 A1 動 p1 A2 加 快 1200 0.5 1.24 —

14、 — 速 退 q A2 3 恒 800 0.5 1.18 0.50 0.59 速 P p1 q 注 : 1. p 為液壓缸差動連接時 , 回油口到進油口之間的壓力損失 , 取 p=0.5MPa 。 2. 快退時 , 液壓缸有桿腔進油 , 壓力為 p1 , 無桿腔回油 , 壓力為 p2 。 3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 3.1 選擇基本回路 ( 1)

15、選擇調速回路 由圖 2 可知 , 這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小 , 滑臺運動 速度低 , 工作負載為阻力負載且工作中變化小 , 故可選用進口節(jié)流調速回 路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖 , 在回油路上加背壓閥。 由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式 , 系統(tǒng)必須為開式循環(huán)系統(tǒng)。 ( 2) 選擇油源形式 從工況圖能夠清楚看出 , 在工作循環(huán)內 , 液壓缸要 求油源提供快進、 快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。 最大流量與最小流量之比 qmax / qmin 0.64/ 1.05 10 2 61 ; 其相應的時間之比

16、資料內容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 （t 1+t 3）/t 2 2.6 3.9 /152.94 0.043。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處 于高壓小流量工作。 從提高系統(tǒng)效率、 節(jié)省能量角度來看 , 選用單定量泵油 源顯然是不合理的 , 為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤] 到前者流量突變時液壓沖擊較大 , 工作平穩(wěn)性差 , 且后者可雙泵同時向液壓 缸供油實現(xiàn)快速運動 , 最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案 , 如圖 2a 所示。 ( 3) 選擇快速運動和幻換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸

17、差動連接和雙泵 供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較 大,  故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路  , 以減小液壓沖擊。由于 要實現(xiàn)液壓缸差動連接  ,  因此選用三位五通電液換向閥  , 如圖  2b  所示。 ( 4)  選擇速度換接回路  由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時  ,  速度變化 大(  1 /  2  0.1/ 0.85 10

18、  3  118 ) ,  為減少速度換接時的液壓沖擊  , 選用行程閥 控制的換接回路 , 如圖 2c 所示。 ( 5) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后 , 調壓和卸荷回路問題都已經基本解決。即滑臺工進時 , 高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定 , 無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時 , 低壓大流量泵經過液控順序閥卸荷 , 高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷 , 但功率損失較 小,  故可不需再設卸荷回路。 圖  2  選擇的基本回路

19、 3.2 組成液壓系統(tǒng) 將上面選出的液壓基本回路組合在一起  ,  并經修改和完善  ,  就可得到完 整的液壓系統(tǒng)工作原理圖 , 如圖 3 所示。在圖 3 中, 為了解決滑臺工進時進、 回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題 , 增設了單向閥 6。為了避免機床停 資料內容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 止工作時回路中的油液流回油箱 , 導致空氣進入系統(tǒng) , 影響滑臺運動的平穩(wěn)性, 圖中添置了一個單向閥 13。考慮到這臺機床用于鉆孔 ( 通孔與不通孔 )

20、 加工 , 對位置定位精度要求較高 , 圖中增設了一個壓力繼電器 14。當滑臺碰上死擋塊后 , 系統(tǒng)壓力升高 , 它發(fā)出快退信號 , 操縱電液換向閥換向。 圖 3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖 4 計算和選擇液壓件 4.1 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 ( 1) 計算液壓泵的最大工作壓力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油 , 由表 7 可知 , 液壓缸在工進 時工作壓力最大 , 最大壓力為 p1 3.95MPa 選取進油路上的總壓力損失 p 1.0MPa  , 如在調速閥進口節(jié)流調速回路中 , ,

21、考慮到壓力繼電器的可靠動作要 求壓差 pe 0.5MPa , 則小流量泵的最高工作壓力估算為 pp1 p1 p pe (3.95 1.0 0.5)MPa 5.45MPa 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油 , 由表 7 可見 , 快退時液壓缸 的工作壓力為 p1 1.24MPa , 比快進時大?？紤]到快退時進油不經過調速閥 , 故其進油路壓力損失比前者小 , 現(xiàn)取進油路上的總壓力損失 p 0.3MPa , 則大流量泵的最高工作壓力估算為 pp 2 p1 p (1.24 0.3)MPa 1.54 MPa ( 2) 計算液壓泵的流量 由表 7 可知 , 油源向液壓缸輸入的最大流量為 0.64 10 3 m3 / s , 若取回路泄 漏系數 K 1.1, 則兩個泵的總流量為 qp Kq1 1.1 0.64 10 3 m3 / s 0.704 10 3 m3 / s 42.24L / min